JP5699290B2

JP5699290B2 - Spindle unit

Info

Publication number: JP5699290B2
Application number: JP2010190313A
Authority: JP
Inventors: 安達　和彦; 和彦安達; 元博大久保
Original assignee: Kobe University NUC
Current assignee: Kobe University NUC
Priority date: 2010-02-18
Filing date: 2010-08-27
Publication date: 2015-04-08
Anticipated expiration: 2030-08-27
Also published as: JP2011189496A

Description

本発明は、例えばワークの深穴部に対して内面研削加工を施すための内面研削装置などに搭載されるスピンドルユニットに関する。 The present invention relates to a spindle unit mounted on, for example, an internal grinding apparatus for performing internal grinding on a deep hole portion of a workpiece.

例えばワークの深穴部に対して内面研削加工を施すための内面研削装置には、スピンドルユニットが搭載されている（例えば、特許文献１参照）。このスピンドルユニットは、主軸と、主軸を回転自在に支持するためのハウジングと、を備えている。主軸は、ハウジングに軸受を介して回転自在に支持される軸支持部と、軸支持部から延びる軸前部と、を有している。軸前部は、直径が一定の円柱状に形成されている。また、軸前部はハウジングの前方に突出され、その先端には例えば砥石などの工具が取り付けられる。軸支持部の基端部はハウジングの後方に突出され、プーリを介してモータに駆動連結されている。モータの回転がプーリを介して軸支持部に駆動伝達されることにより、主軸が所定の回転数で回転される。 For example, a spindle unit is mounted on an inner surface grinding device for performing inner surface grinding on a deep hole portion of a workpiece (see, for example, Patent Document 1). This spindle unit includes a main shaft and a housing for rotatably supporting the main shaft. The main shaft includes a shaft support portion that is rotatably supported by the housing via a bearing, and a shaft front portion that extends from the shaft support portion. The shaft front part is formed in a columnar shape having a constant diameter. Further, the shaft front portion protrudes forward of the housing, and a tool such as a grindstone is attached to the tip of the shaft front portion. The base end portion of the shaft support portion protrudes rearward from the housing and is drivingly connected to the motor via a pulley. The rotation of the motor is transmitted to the shaft support through the pulley, whereby the main shaft is rotated at a predetermined rotational speed.

特開２００１−３８６１７号公報JP 2001-38617 A

図９に示すように、主軸の回転数とその回転系の１次固有振動数（即ち、１次危険速度）又は２次固有振動数（即ち、２次危険速度）とが一致すると、共振現象が生じて主軸の振動振幅が大きくなる。主軸の振動振幅が大きくなると、軸前部の先端に取り付けられた工具の振れが大きくなり、加工精度が低下してしまう。このような主軸の振動振幅を抑えるために、従来のスピンドルユニットでは、１次危険速度よりも低い回転数を使用回転数領域として主軸を回転させていた。しかしながら、このように１次危険速度よりも低い回転数を使用すると、加工速度が低下し、効率の良い内面研削加工ができなかった。また、仮に、１次危険速度よりも高い回転数、即ち、１次危険速度と２次危険速度との間の回転数を使用回転数領域とした場合には、この使用回転数領域の範囲が狭いので、加工条件に応じて回転数を設定しようとしたときに、回転数に制限を受けてしまう。従って、従来のスピンドルユニットでは、主軸の高速回転化を実現するのは困難であった。 As shown in FIG. 9, when the rotational speed of the main shaft and the primary natural frequency (that is, the primary critical speed) or the secondary natural frequency (that is, the secondary critical speed) of the rotating system coincide with each other, the resonance phenomenon occurs. Occurs and the vibration amplitude of the main shaft increases. When the vibration amplitude of the main shaft increases, the vibration of the tool attached to the tip of the front portion of the shaft increases, and the machining accuracy decreases. In order to suppress such vibration amplitude of the main shaft, in the conventional spindle unit, the main shaft is rotated using a rotation speed lower than the primary critical speed as a use rotation speed region. However, when the rotational speed lower than the primary critical speed is used in this way, the processing speed is lowered, and efficient internal grinding cannot be performed. Further, if the rotation speed higher than the primary dangerous speed, that is, the rotation speed between the primary dangerous speed and the secondary dangerous speed is set as the use rotation speed area, the range of the use rotation speed area is as follows. Since it is narrow, when trying to set the rotation speed according to the processing conditions, the rotation speed is limited. Therefore, it has been difficult to realize high-speed rotation of the spindle with the conventional spindle unit.

本発明の目的は、主軸の高速回転化を図ることができるスピンドルユニットを提供することである。 An object of the present invention is to provide a spindle unit capable of achieving high-speed rotation of a main shaft.

本発明の請求項１に記載のスピンドルユニットでは、工具が取り付けられる主軸と、前記主軸を回転自在に支持するためのハウジングと、を備えたスピンドルユニットにおいて、
前記主軸は、前記ハウジングに複数の軸受を介して回転自在に支持される軸支持部と、前記軸支持部から延びる軸前部と、を有し、前記軸前部の先端部には前記工具が取り付けられ、前記軸前部の先端側の所定部位には、その基端側よりも大径の拡径部が設けられ、
前記複数の軸受のうち最も前記軸前部側の特定軸受を基準位置として前記拡径部の軸方向における重心位置は、前記工具を自由端とした場合における２次振動モードの節に相当する位置と、前記工具を単純固定支持した場合における２次振動モードの基端側の節に相当する位置との間に位置していることを特徴とする。 In the spindle unit according to claim 1 of the present invention, in the spindle unit comprising a main shaft to which a tool is attached, and a housing for rotatably supporting the main shaft,
The main shaft includes a shaft support portion that is rotatably supported by the housing via a plurality of bearings, and a shaft front portion that extends from the shaft support portion, and the tool is disposed at a tip portion of the shaft front portion. Is attached to the predetermined portion on the distal end side of the shaft front portion, and an enlarged diameter portion having a larger diameter than the proximal end side is provided ,
The position of the center of gravity in the axial direction of the diameter-enlarged portion with the specific bearing on the most front side of the shaft as a reference position among the plurality of bearings is a position corresponding to a node of a secondary vibration mode when the tool is a free end. And a position corresponding to a node on the base end side of the secondary vibration mode when the tool is simply fixedly supported .

また、本発明の請求項２に記載のスピンドルユニットでは、前記特定軸受を基準位置として、前記拡径部の軸方向における重心位置ｇまでの長さをＧとし、前記工具を自由端とした場合における２次振動モードの節に相当する位置ｐ１までの長さをＰ１とし、前記工具を単純固定支持した場合における２次振動モードの基端側の節に相当する位置ｐ２までの長さをＰ２としたとき、
Ｐ２＜Ｇ＜Ｐ１（但し、前記特定軸受から前記軸前部の先端までの長さをＬとしたとき、Ｐ１＝０．７７Ｌ、Ｐ２＝０．５６Ｌ）
の関係式を満たすことを特徴とする。 Further, in the spindle unit according to claim 2 of the present invention, when the specific bearing is a reference position, the length to the gravity center position g in the axial direction of the diameter-expanded portion is G, and the tool is a free end. The length to the position p1 corresponding to the node of the secondary vibration mode in P2 is P1, and the length to the position p2 corresponding to the node on the base end side of the secondary vibration mode when the tool is simply fixedly supported is P2. When
P2 <G <P1 (where P1 = 0.77L, P2 = 0.56L, where L is the length from the specific bearing to the front end of the shaft)
The above relational expression is satisfied.

また、本発明の請求項３に記載のスピンドルユニットでは、前記特定軸受から前記軸前部の先端までの長さをＬとし、前記特定軸受を基準位置として前記拡径部の軸方向における重心位置ｇまでの長さをＧとしたとき、０．６１Ｌ＜Ｇ＜０．７３Ｌであることを特徴とする。 In the spindle unit according to claim 3 of the present invention, the length from the specific bearing to the tip of the shaft front portion is L, and the center of gravity position in the axial direction of the diameter-enlarged portion with the specific bearing as a reference position. When the length up to g is G, 0.61L <G <0.73L.

また、本発明の請求項４に記載のスピンドルユニットでは、前記軸前部の基端側の所定部位には、その軸方向に沿って直径が漸減する縮径部が設けられていることを特徴とする。 Further, in the spindle unit according to claim 4 of the present invention, the predetermined portion on the proximal end side of the shaft front portion is provided with a reduced diameter portion whose diameter gradually decreases along the axial direction. And

また、本発明の請求項５に記載のスピンドルユニットでは、工具が取り付けられる主軸と、前記主軸を回転自在に支持するためのハウジングと、を備えたスピンドルユニットにおいて、
前記主軸は、前記ハウジングに複数の軸受を介して回転自在に支持される軸支持部と、前記軸支持部から延びる軸前部と、を有し、前記軸前部の先端部には前記工具が取り付けられ、前記軸前部の先端側の所定部位には、その基端側よりも大径の拡径部が設けられ、
前記軸前部の突出長さをＬｔとし、前記拡径部における最大径をＤとしたとき、Ｌｔ／Ｄ＝３〜２５であることを特徴とする。 Further, in the spindle unit according to claim 5 of the present invention, in the spindle unit comprising a main shaft to which a tool is attached, and a housing for rotatably supporting the main shaft,
The main shaft includes a shaft support portion that is rotatably supported by the housing via a plurality of bearings, and a shaft front portion that extends from the shaft support portion, and the tool is disposed at a tip portion of the shaft front portion. Is attached to the predetermined portion on the distal end side of the shaft front portion, and an enlarged diameter portion having a larger diameter than the proximal end side is provided,
Lt / D = 3 to 25, where Lt is the protruding length of the shaft front portion, and D is the maximum diameter of the enlarged diameter portion.

また、本発明の請求項６に記載のスピンドルユニットでは、工具が取り付けられる主軸と、前記主軸を回転自在に支持するためのハウジングと、を備えたスピンドルユニットにおいて、
前記主軸は、前記ハウジングに複数の軸受を介して回転自在に支持される軸支持部と、前記軸支持部から延びる軸前部と、を有し、前記軸前部の先端部には前記工具が取り付けられ、前記軸前部の先端側の所定部位には、その基端側よりも大径の拡径部が設けられ、
前記拡径部は、その軸方向両端部から軸方向中央部に向けて直径が漸増する紡錘状に形成されていることを特徴とする。 Moreover, in the spindle unit according to claim 6 of the present invention, in the spindle unit comprising a main shaft to which a tool is attached, and a housing for rotatably supporting the main shaft,
The main shaft includes a shaft support portion that is rotatably supported by the housing via a plurality of bearings, and a shaft front portion that extends from the shaft support portion, and the tool is disposed at a tip portion of the shaft front portion. Is attached to the predetermined portion on the distal end side of the shaft front portion, and an enlarged diameter portion having a larger diameter than the proximal end side is provided,
The diameter-expanded portion is formed in a spindle shape whose diameter gradually increases from both axial end portions toward the axial central portion.

また、本発明の請求項７に記載のスピンドルユニットでは、前記軸前部の先端部と前記工具との間には、前記主軸の回転中心と前記主軸及び前記工具の径方向における重心とのずれを補正するための偏心カラーが介在されていることを特徴とする。 Further, in the spindle unit according to claim 7 of the present invention, a deviation between the rotation center of the main shaft and the center of gravity of the main shaft and the tool in the radial direction is between the front end portion of the shaft front portion and the tool. An eccentric collar for correcting the above is interposed.

本発明の請求項１に記載のスピンドルユニットによれば、軸前部の先端側の所定部位には、その基端側よりも大径の拡径部が設けられている。これにより、軸前部を質量体及びばねでモデル化した際の１次振動モードの等価質量が大きく（又は１次振動モードの等価ばね剛性が小さく）なり、軸前部の直径が一定である従来のスピンドルユニットに対して、主軸の１次危険速度が低下するようになる。それ故に、１次危険速度よりも高い回転数、即ち、１次危険速度と２次危険速度との間の回転数を使用回転数領域とした場合であっても、この使用回転数領域の範囲が拡がるようになるので、加工条件に応じて回転数を設定する際の自由度が大きくなる。このように１次危険速度を低下させるとともに、適切なバランシング（主軸の半径方向の質量アンバランスの補正）を行うことにより、偏重心を小さくして１次危険速度と２次危険速度との間の使用回転数領域における主軸の振動振幅を小さく抑えることができ、１次危険速度よりも十分に高い回転数において自動調心作用により主軸を安定して回転させることができる。これにより、安定した加工を行うことができ、主軸の高速回転化を図ることができる。 According to the spindle unit of the first aspect of the present invention, the predetermined portion on the distal end side of the front shaft portion is provided with the enlarged diameter portion having a larger diameter than the proximal end side. As a result, the equivalent mass of the primary vibration mode when the front part of the shaft is modeled with a mass body and a spring is increased (or the equivalent spring rigidity of the primary vibration mode is reduced), and the diameter of the front part of the shaft is constant. Compared to the conventional spindle unit, the primary critical speed of the main shaft is lowered. Therefore, even if the rotation speed higher than the primary dangerous speed, that is, the rotation speed between the primary dangerous speed and the secondary dangerous speed is set as the use rotation speed area, the range of the use rotation speed area is Therefore, the degree of freedom in setting the rotation speed according to the processing conditions is increased. In this way, by reducing the primary critical speed and performing appropriate balancing (correcting the mass imbalance in the radial direction of the main shaft), the eccentric center of gravity is reduced and the primary critical speed and the secondary critical speed are reduced. The vibration amplitude of the main shaft in the operating rotational speed region can be kept small, and the main shaft can be stably rotated by the self-aligning action at a rotational speed sufficiently higher than the primary dangerous speed. Thereby, stable processing can be performed and high-speed rotation of the spindle can be achieved.

また、複数の軸受のうち最も軸前部側の特定軸受を基準位置として、拡径部の軸方向における重心位置は、工具を自由端とした場合における２次振動モードの節に相当する位置と、工具を単純固定支持した場合における２次振動モードの基端側の節に相当する位置との間に位置しているので、軸前部の直径が一定である従来のスピンドルユニットに対して、主軸の２次危険速度が上昇するようになる。それ故に、１次危険速度と２次危険速度との間の回転数を使用回転数領域とした場合において、この使用回転数領域の範囲がより拡がるようになるので、主軸の高速回転化を効果的に図ることができる。
また、本発明の請求項２に記載のスピンドルユニットによれば、複数の軸受のうち最も軸前部側の特定軸受を基準位置として、拡径部の軸方向における重心位置ｇまでの長さをＧとし、工具を自由端とした場合における２次振動モードの節に相当する位置ｐ１までの長さをＰ１とし、工具を単純固定支持した場合における２次振動モードの基端側の節に相当する位置ｐ２までの長さをＰ２としたとき、Ｐ２＜Ｇ＜Ｐ１である（但し、特定軸受から軸前部の先端までの長さをＬとしたとき、Ｐ１＝０．７７Ｌ、Ｐ２＝０．５６Ｌ）。これにより、この重心位置ｇは、工具をばね支持した場合における２次振動モードの節に相当する位置（又はその近傍）に位置するようになる。２次振動モードの節に相当する位置における軸前部の直径を大きくすると、上述したモデル化における２次振動モードの等価ばね剛性が大きくなり、軸前部の直径が一定である従来のスピンドルユニットに対して、主軸の２次危険速度が上昇するようになる。それ故に、１次危険速度と２次危険速度との間の回転数を使用回転数領域とした場合において、この使用回転数領域の範囲がより拡がるようになるので、主軸の高速回転化を効果的に図ることができる。 Further, as a reference position a certain bearing on the most axial front side of the plurality of bearings, the center of gravity position in the axial direction of the enlarged diameter portion, and a position corresponding to a node of the secondary vibration mode in the case where the tool and the free end , Because it is located between the position corresponding to the node on the base end side of the secondary vibration mode when the tool is simply fixedly supported, with respect to the conventional spindle unit in which the diameter of the shaft front portion is constant, The secondary critical speed of the spindle will increase. Therefore, when the rotation speed between the primary critical speed and the secondary critical speed is set as the use rotation speed region, the range of the use rotation speed region is further expanded. Can be achieved.
In the spindle unit according to claim 2 of the present invention, the length from the specific bearing closest to the shaft front side among the plurality of bearings to the center of gravity position g in the axial direction of the enlarged diameter portion is set. G, and the length to the position p1 corresponding to the node of the secondary vibration mode when the tool is a free end is P1, and corresponds to the node on the proximal end side of the secondary vibration mode when the tool is simply fixedly supported P2 <G <P1 when the length to the position p2 is P2 (however, when the length from the specific bearing to the front end of the shaft is L, P1 = 0.77L, P2 = 0 .56L). As a result, the center-of-gravity position g is located at a position corresponding to the node of the secondary vibration mode when the tool is spring-supported (or in the vicinity thereof). Increasing the diameter of the front part of the shaft at the position corresponding to the node of the secondary vibration mode increases the equivalent spring rigidity of the secondary vibration mode in the above-described modeling, and the conventional spindle unit in which the diameter of the front part of the shaft is constant. On the other hand, the secondary critical speed of the spindle increases. Therefore, when the rotation speed between the primary critical speed and the secondary critical speed is set as the use rotation speed region, the range of the use rotation speed region is further expanded. Can be achieved.

また、本発明の請求項３に記載のスピンドルユニットによれば、特定軸受から軸前部の先端までの長さをＬとし、特定軸受を基準位置として拡径部の軸方向における重心位置ｇまでの長さをＧとしたとき、０．６１Ｌ＜Ｇ＜０．７３Ｌであるので、軸前部の直径が一定である従来のスピンドルユニットに対して、主軸の２次危険速度をより一層上昇させることができ、主軸の高速回転化をより効果的に図ることができる。 According to the spindle unit of the third aspect of the present invention, the length from the specific bearing to the tip of the shaft front portion is L, and the specific bearing is used as a reference position to the center of gravity position g in the axial direction of the enlarged diameter portion. When the length of G is 0.6, since 0.61L <G <0.73L, the secondary critical speed of the main shaft is further increased with respect to the conventional spindle unit in which the diameter of the front portion of the shaft is constant. Therefore, the spindle can be rotated at a higher speed more effectively.

また、本発明の請求項４に記載のスピンドルユニットによれば、軸前部の基端側の所定部位には、その軸方向に沿って直径が漸減する縮径部が設けられているので、１次危険速度をより一層低下させることができ、主軸の高速回転化をより効果的に図ることができる。 Further, according to the spindle unit according to claim 4 of the present invention, the predetermined portion on the base end side of the front shaft portion is provided with the reduced diameter portion whose diameter gradually decreases along the axial direction. The primary critical speed can be further reduced, and the spindle can be rotated at a higher speed more effectively.

また、本発明の請求項５に記載のスピンドルユニットによれば、拡径部における最大径Ｄに対する軸前部の突出長さＬｔの比率Ｌｔ／Ｄは３〜２５であるので、軸前部は長尺状となる。このように軸前部が長尺状であると、共振現象の発生時に主軸の振動振幅が大きくなる傾向にある。従って、１次危険速度が低下することによって達成される上述した作用効果は、このような長尺状の軸前部に対して特に有効なものとなる。 Further, according to the spindle unit of the fifth aspect of the present invention, the ratio Lt / D of the protrusion length Lt of the shaft front portion to the maximum diameter D in the expanded diameter portion is 3 to 25. It becomes long. When the shaft front portion is long in this way, the vibration amplitude of the main shaft tends to increase when a resonance phenomenon occurs. Therefore, the above-described effect achieved by the reduction of the primary critical speed is particularly effective for such a long shaft front portion.

また、本発明の請求項６に記載のスピンドルユニットによれば、拡径部は、その軸方向両端部から軸方向中央部に向けて直径が漸増する紡錘状に形成されているので、拡径部においてクラックの発生を防止することができ、また、軸前部に対して拡径部を形成する際の切削加工等を容易に行うことができる。 Moreover, according to the spindle unit of the sixth aspect of the present invention, the diameter-expanded portion is formed in a spindle shape whose diameter gradually increases from both axial end portions toward the axial central portion. It is possible to prevent the occurrence of cracks in the portion, and it is possible to easily perform a cutting process or the like when forming the enlarged diameter portion with respect to the shaft front portion.

また、本発明の請求項７に記載のスピンドルユニットによれば、軸前部の先端部と工具との間には偏心カラーが介在されているので、この偏心カラーによって主軸の回転中心と主軸及び工具の径方向における重心とのずれを補正することができ、主軸の振動振幅を小さく抑えることができる。

In the spindle unit according to claim 7 of the present invention, since the eccentric collar is interposed between the front end portion of the shaft and the tool, the center of rotation of the main shaft and the main shaft and The deviation from the center of gravity in the radial direction of the tool can be corrected, and the vibration amplitude of the main shaft can be kept small.

本発明の一実施形態によるスピンドルユニットの部分断面図である。It is a fragmentary sectional view of the spindle unit by one embodiment of the present invention. （ａ）は、図１の主軸を示す図であり、（ｂ）は、砥石を自由端とした場合における主軸の１次振動モードを示す図であり、（ｃ）は、砥石を自由端とした場合における主軸の２次振動モードを示す図であり、（ｄ）は、砥石を単純固定支持した場合における主軸の１次振動モードを示す図であり、（ｅ）は、砥石を単純固定支持した場合における主軸の２次振動モードを示す図である。(A) is a figure which shows the main axis | shaft of FIG. 1, (b) is a figure which shows the primary vibration mode of a main axis | shaft in the case of using a grindstone as a free end, (c) is a figure with a grindstone as a free end. (D) is a diagram showing the primary vibration mode of the main shaft when the grindstone is simply fixed and supported, and (e) is a diagram showing the simple fixed support of the grindstone. It is a figure which shows the secondary vibration mode of the main axis | shaft in the case where it did. （ａ）は、図１の主軸の１次振動モードをモデル化した図であり、（ｂ）は、図１の主軸の２次振動モードをモデル化した図である。(A) is the figure which modeled the primary vibration mode of the main axis | shaft of FIG. 1, (b) is the figure which modeled the secondary vibration mode of the main axis | shaft of FIG. 図１の主軸の回転数と振動振幅との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the rotation speed of the main axis | shaft of FIG. 1, and a vibration amplitude. 図１中のＡ−Ａ線による偏心カラーの断面図及び軸前部の先端部の概略縦断面図である。It is sectional drawing of the eccentric collar by the AA line in FIG. 1, and the schematic longitudinal cross-sectional view of the front-end | tip part of a shaft front part. 本発明の他の実施形態によるスピンドルユニットの軸前部を示す図である。It is a figure which shows the axial front part of the spindle unit by other embodiment of this invention. 図６中のＢ−Ｂ線による軸前部の先端部の断面図及び概略縦断面図である。It is sectional drawing and schematic longitudinal cross-sectional view of the front-end | tip part of the shaft front part by the BB line in FIG. （ａ）は、実施例２における主軸の１次振動モードを示す図であり、（ｂ）は、実施例２における主軸の２次振動モードを示す図であり、（ｃ）は、比較例２における主軸の１次振動モードを示す図であり、（ｄ）は、比較例２における主軸の２次振動モードを示す図である。(A) is a figure which shows the primary vibration mode of the main axis | shaft in Example 2, (b) is a figure which shows the secondary vibration mode of the main axis | shaft in Example 2, (c) is a comparative example 2. FIG. 6D is a diagram illustrating a primary vibration mode of the main shaft in FIG. 6D, and FIG. 従来のスピンドルユニットにおける主軸の回転数と振動振幅との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the rotation speed of the main axis | shaft and vibration amplitude in the conventional spindle unit.

以下、添付図面を参照して、本発明に従うスピンドルユニットの一実施形態について説明する。図１は、本発明の一実施形態によるスピンドルユニットの部分断面図であり、図２は、図１の主軸の１次振動モード及び２次振動モードを説明するための図であり、図３は、図１の主軸の１次振動モード及び２次振動モードをモデル化した図であり、図４は、図１の主軸の回転数と振動振幅との関係を示す図であり、図５は、図１中のＡ−Ａ線による偏心カラーの断面図及び軸前部の先端部の概略縦断面図である。 Hereinafter, an embodiment of a spindle unit according to the present invention will be described with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a spindle unit according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a diagram for explaining a primary vibration mode and a secondary vibration mode of the main shaft of FIG. 1, and FIG. 1 is a diagram modeling the primary vibration mode and the secondary vibration mode of the main shaft of FIG. 1, FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the rotational speed of the main shaft of FIG. 1 and the vibration amplitude, and FIG. It is sectional drawing of the eccentric collar by the AA line in FIG. 1, and the schematic longitudinal cross-sectional view of the front-end | tip part of a shaft front part.

なお、本明細書においては、１次振動モードは曲げ１次振動モードを、２次振動モードは曲げ２次振動モードを、１次危険速度（１次固有振動数）は曲げ１次危険速度（曲げ１次固有振動数）を、２次危険速度（２次固有振動数）は曲げ２次危険速度（曲げ２次固有振動数）をそれぞれ意味するものとする。 In this specification, the primary vibration mode is the bending primary vibration mode, the secondary vibration mode is the bending secondary vibration mode, and the primary critical speed (primary natural frequency) is the bending primary critical speed ( Bending primary natural frequency) and secondary critical speed (secondary natural frequency) mean bending secondary critical speed (bending secondary natural frequency), respectively.

図１を参照して、図示のスピンドルユニット２は、工具としての砥石４が取り付けられる主軸６と、主軸６を回転自在に支持するためのハウジング８と、を備えている。本実施形態では、このスピンドルユニット２は、ワーク（図示せず）の深穴部に対して内面研削加工を施すための内面研削装置１０に搭載されている。 Referring to FIG. 1, the illustrated spindle unit 2 includes a main shaft 6 to which a grindstone 4 as a tool is attached, and a housing 8 for rotatably supporting the main shaft 6. In the present embodiment, the spindle unit 2 is mounted on an inner surface grinding device 10 for performing inner surface grinding on a deep hole portion of a workpiece (not shown).

ハウジング８は筒状のハウジング本体１２を備え、このハウジング本体１２は、内面研削装置１０に装着されている。 The housing 8 includes a cylindrical housing main body 12, and the housing main body 12 is attached to the internal grinding device 10.

主軸６は、ハウジング本体１２に回転自在に支持される軸支持部１６と、軸支持部１６より前方（図１において左方向）に延びる軸前部１８と、を有している。軸支持部１６は、軸受部２４を介してハウジング本体１２に回転自在に支持されている。軸受部２４は、複数の軸受２８（本実施形態では、４組のアンギュラ玉軸受）から構成されている。軸受２８の間には内輪間座３２及び外輪間座３６が介在されており、これら内輪間座３２及び外輪間座３６を固定用ナット４０，４２で締め付けることによって、軸受部２４に所定の定位置予圧が与えられる。また、軸支持部１６の基端部は、ハウジング本体１２より後方に突出され、この基端部には従動プーリ４４が固定用ボルト４６で取り付けられている。この従動プーリ４４は、駆動ベルト（図示せず）を介してモータ（図示せず）の駆動軸に取り付けられた駆動プーリ（図示せず）に駆動連結されている。モータの回転が駆動ベルトを介して軸支持部１６に駆動伝達されることにより、主軸６が所定の回転数（例えば、約１００００ｒｐｍ）で回転される。 The main shaft 6 includes a shaft support portion 16 that is rotatably supported by the housing main body 12, and a shaft front portion 18 that extends forward (leftward in FIG. 1) from the shaft support portion 16. The shaft support portion 16 is rotatably supported by the housing body 12 via the bearing portion 24. The bearing portion 24 is composed of a plurality of bearings 28 (in this embodiment, four sets of angular ball bearings). An inner ring spacer 32 and an outer ring spacer 36 are interposed between the bearings 28, and the inner ring spacer 32 and the outer ring spacer 36 are fastened with fixing nuts 40 and 42, whereby a predetermined fixed value is provided to the bearing portion 24. Position preload is applied. The base end portion of the shaft support portion 16 protrudes rearward from the housing body 12, and a driven pulley 44 is attached to the base end portion with a fixing bolt 46. The driven pulley 44 is drivingly connected to a driving pulley (not shown) attached to a driving shaft of a motor (not shown) via a driving belt (not shown). When the rotation of the motor is transmitted to the shaft support 16 via the drive belt, the main shaft 6 is rotated at a predetermined rotational speed (for example, about 10000 rpm).

軸前部１８は長尺状に構成され、ハウジング本体１２より前方に且つ略水平方向に突出されている。軸前部１８の先端部には、前方に突出する装着部４９が設けられ、この装着部４９には軸方向に延びるネジ孔５１が設けられている。固定用ボルト４８が装着部４９のネジ孔５１に螺着されることにより、断面略円形状の砥石４が軸前部１８の先端部に着脱自在に取り付けられる。なお、砥石４の直径は約４５ｍｍに設定されている。また、軸前部１８の先端と砥石４との間には一対の偏心カラー５０が介在されている。この偏心カラー５０は、主軸６の回転中心と主軸６及び砥石４の径方向における重心とのずれ（即ち、主軸６の回転アンバランス）を補正するためのものである。偏心カラー５０の回転中心は、その径方向における重心に対して所定量だけ偏心されている（図５参照）。砥石４の摩耗により主軸６の回転アンバランスが生じた場合には、固定用ボルト４８を緩めた後に、一対の偏心カラー５０の一方又は双方を砥石４に対して所定回転角度だけ回転させることにより、主軸６の回転アンバランスを補正することができる。このように主軸６の回転アンバランスを補正することにより、図４に示すように、主軸６の振動振幅を全体的に小さく抑えることができ、これにより、主軸６の回転数が１次危険速度を通過する際における主軸６の振れを小さく抑えることができる。なお、図４において、実線のグラフは、本実施形態のスピンドルユニットについての主軸の回転数と振動振幅との関係を示し、破線のグラフは、従来のスピンドルユニット（即ち、軸前部の直径が一定のもの）についての主軸の回転数と振動振幅との関係を示している。 The shaft front portion 18 is formed in a long shape and protrudes forward from the housing body 12 and in a substantially horizontal direction. A mounting portion 49 protruding forward is provided at the tip of the shaft front portion 18, and a screw hole 51 extending in the axial direction is provided in the mounting portion 49. When the fixing bolt 48 is screwed into the screw hole 51 of the mounting portion 49, the grindstone 4 having a substantially circular cross section is detachably attached to the tip portion of the shaft front portion 18. The diameter of the grindstone 4 is set to about 45 mm. A pair of eccentric collars 50 are interposed between the tip of the shaft front portion 18 and the grindstone 4. The eccentric collar 50 is for correcting a deviation between the rotation center of the main shaft 6 and the center of gravity of the main shaft 6 and the grindstone 4 in the radial direction (that is, rotation unbalance of the main shaft 6). The center of rotation of the eccentric collar 50 is eccentric by a predetermined amount with respect to the center of gravity in the radial direction (see FIG. 5). When rotation unbalance of the main shaft 6 occurs due to wear of the grindstone 4, after loosening the fixing bolt 48, one or both of the pair of eccentric collars 50 are rotated by a predetermined rotation angle with respect to the grindstone 4. The rotational imbalance of the main shaft 6 can be corrected. By correcting the rotational unbalance of the main shaft 6 in this way, the vibration amplitude of the main shaft 6 can be suppressed as a whole as shown in FIG. 4, whereby the rotational speed of the main shaft 6 is reduced to the primary critical speed. The vibration of the main shaft 6 when passing through can be kept small. In FIG. 4, the solid line graph shows the relationship between the rotational speed of the main shaft and the vibration amplitude for the spindle unit of the present embodiment, and the broken line graph shows the conventional spindle unit (that is, the diameter of the front part of the shaft). The relationship between the number of rotations of the main shaft and the vibration amplitude is shown.

軸前部１８の先端側５２の所定部位には、その基端側５４よりも大径の拡径部５６が設けられている。拡径部５６は、その軸方向両端部から軸方向中央部に向けて直径が漸増する、径方向に対して略対称な紡錘状に形成されている。また、軸前部１８の基端側５４は、直径が一定の円柱状に形成されている。本実施形態では、拡径部５６における最大径Ｄは約４２ｍｍ、軸前部１８の基端側５４の直径Ｄ’は約４０ｍｍに設定されている。また、軸前部１８の突出長さＬｔ（即ち、軸前部１８がハウジング本体１２から突出される長さ）は約６００ｍｍ、拡径部５６の軸方向長さＬ１は約３６０ｍｍ、軸前部１８の基端側５４の軸方向長さＬ２は約２４０ｍｍに設定されている。従って、拡径部５６における最大径Ｄに対する軸前部１８の突出長さＬｔの比率Ｌｔ／Ｄは、約１４となる。なお、内面研削加工時に拡径部５６の最大径部分５８がワークの深穴部の内面に接触しないように、拡径部５６における最大径Ｄは、砥石４の直径よりも小さく設定されている。また、拡径部５６における最大径Ｄ、軸前部１８の基端側５４の直径Ｄ’、軸前部１８の突出長さＬｔは、ワークの深穴部のサイズに応じて適宜設定することができる。

An enlarged portion 56 having a larger diameter than the proximal end side 54 is provided at a predetermined portion on the distal end side 52 of the shaft front portion 18. The diameter-expanded portion 56 is formed in a spindle shape that is substantially symmetrical with respect to the radial direction and has a diameter that gradually increases from both axial ends toward the central portion in the axial direction. Further, the proximal end side 54 of the shaft front portion 18 is formed in a columnar shape having a constant diameter. In the present embodiment, the maximum diameter D of the enlarged diameter portion 56 is set to about 42 mm, and the diameter D ′ of the proximal end side 54 of the shaft front portion 18 is set to about 40 mm. Further, the protruding length Lt of the shaft front portion 18 (that is, the length by which the shaft front portion 18 protrudes from the housing body 12) is about 600 mm, the axial length L1 of the enlarged diameter portion 56 is about 360 mm, and the shaft front portion The axial length L2 of the base end side 54 of 18 is set to about 240 mm. Therefore, the ratio Lt / D of the protrusion length Lt of the shaft front portion 18 with respect to the maximum diameter D in the enlarged diameter portion 56 is about 14. Note that the maximum diameter D of the enlarged diameter portion 56 is set smaller than the diameter of the grindstone 4 so that the maximum diameter portion 58 of the enlarged diameter portion 56 does not contact the inner surface of the deep hole portion of the workpiece during the internal grinding. . Further, the maximum diameter D in the enlarged diameter portion 56, the diameter D ′ on the proximal end side 54 of the shaft front portion 18, and the protruding length Lt of the shaft front portion 18 are appropriately set according to the size of the deep hole portion of the workpiece. Can do.

また、本実施形態では、複数の軸受２８のうち最も軸前部１８側の軸受２８ａ（以下、特定軸受２８ａという）から軸前部１８の先端まで（具体的には、特定軸受２８ａの軸方向中央部から軸前部１８と偏心カラー５０との境界まで）までの長さをＬとしたとき、この特定軸受２８ａ（具体的には、特定軸受２８ａの軸方向中央部）を基準位置として、拡径部５６の軸方向における重心位置ｇまでの長さＧ（即ち、上記基準位置から拡径部５６の最大径部分５８までの長さ）は、Ｇ＝０．７０Ｌとなっている。図２に示すように、特定軸受２８ａを基準位置として、主軸６が特定軸受２８ａにより支持される部位（具体的には、特定軸受２８ａの軸方向中央部に対応する部位）を固定端とし且つ砥石４を自由端とした場合における２次振動モードの節に相当する位置ｐ１までの長さをＰ１（＝０．７７Ｌ）（図２（ｃ）参照）とし、主軸６が特定軸受２８ａにより支持される部位を固定端とし且つ砥石４を単純固定支持した場合における２次振動モードの基端側の節に相当する位置ｐ２までの長さをＰ２（＝０．５６Ｌ）（図２（ｅ）参照）としたとき、重心位置Ｇは、Ｐ２＜Ｇ＜Ｐ１の関係式を満たしている。なお、本実施形態では、特定軸受２８ａから軸前部１８の先端までの長さＬは約６５０ｍｍに設定されている。 In the present embodiment, among the plurality of bearings 28, the bearing 28a closest to the shaft front portion 18 (hereinafter referred to as a specific bearing 28a) to the tip of the shaft front portion 18 (specifically, the axial direction of the specific bearing 28a). When the length from the central portion to the boundary between the shaft front portion 18 and the eccentric collar 50 is L, the specific bearing 28a (specifically, the axial central portion of the specific bearing 28a) is used as a reference position. The length G to the center of gravity position g in the axial direction of the enlarged diameter portion 56 (that is, the length from the reference position to the maximum diameter portion 58 of the enlarged diameter portion 56) is G = 0.70L. As shown in FIG. 2, with the specific bearing 28a as a reference position, a portion where the main shaft 6 is supported by the specific bearing 28a (specifically, a portion corresponding to the central portion in the axial direction of the specific bearing 28a) is a fixed end, and When the grindstone 4 is a free end, the length to the position p1 corresponding to the node of the secondary vibration mode is P1 (= 0.77L) (see FIG. 2C), and the main shaft 6 is supported by the specific bearing 28a. The length to the position p2 corresponding to the node on the base end side of the secondary vibration mode when the portion to be fixed is the fixed end and the grindstone 4 is simply fixed and supported is P2 (= 0.56L) (FIG. 2 (e) Centroid position G satisfies the relational expression P2 <G <P1. In the present embodiment, the length L from the specific bearing 28a to the tip of the shaft front portion 18 is set to about 650 mm.

本実施形態のスピンドルユニット２では、軸前部１８を上述のように構成することにより、次のような作用効果が達成される。第１の作用効果として、軸前部１８の先端側５２の直径をその基端側５４の直径Ｄ’よりも大きくすることにより、１次危険速度を低下させることができる。このように１次危険速度が低下する理由について説明すると、次の通りである。主軸６を回転させたときの主軸６の振動振幅Ｘは、下記の数式（１）のようになる。 In the spindle unit 2 of the present embodiment, the following operational effects are achieved by configuring the shaft front portion 18 as described above. As a first effect, the primary critical speed can be reduced by making the diameter of the distal end side 52 of the shaft front portion 18 larger than the diameter D ′ of the proximal end side 54 thereof. The reason why the primary dangerous speed is reduced in this way is as follows. The vibration amplitude X of the main shaft 6 when the main shaft 6 is rotated is represented by the following mathematical formula (1).

数式（１）において、Ｘ：主軸の振動振幅、ε：偏重心、ζ：減衰比、ω：回転数、ω_ｎ：ｎ次固有振動数（ｎ＝１，２，・・・）である。数式（２）は、上記数式（１）におけるｎ次固有振動数ω_ｎを表す数式であり、ｍ_ｎ：ｎ次振動モードの等価質量、ｋ_ｎ：ｎ次振動モードの等価ばね剛性である。

In Equation (1), X is the vibration amplitude of the main shaft, ε is the eccentric gravity center, ζ is the damping ratio, ω is the rotation speed, and ω _{n is the} n-th natural frequency (n = 1, 2,...). Equation (2) is an equation representing the n-order natural frequency ω _n in Equation (1), where m _n is the equivalent mass of the n-order vibration mode, and k _n is the equivalent spring stiffness of the n-order vibration mode.

図３（ａ）に示すように、主軸６の１次振動モードは、軸前部１８の基端側５４を弾性係数ｋ_１を有するばね６０として、また、軸前部１８の先端側５２を質量ｍ_１を有する質量体６２としてモデル化することができる。この１次振動モードのモデルにおいて、軸前部１８の先端側５２の直径をその基端側５４の直径Ｄ’よりも大きくすると、質量体６２の質量ｍ_１が増大する。これにより、上記数式（２）における１次振動モードの等価質量ｍ_１の値が大きくなるので、１次固有振動数ω_１、即ち、１次危険速度が小さくなる（図４参照）。 As shown in FIG. 3 (a), 1-order vibration mode of the spindle 6, the base end 54 of the shaft front 18 as a spring 60 having an elastic coefficient k _1, also the front end side 52 of the shaft front part 18 It can be modeled as a mass body 62 having mass m ₁ . In the model of the primary vibration mode, when the diameter of the distal end side 52 of the shaft front portion 18 is larger than the diameter D ′ of the proximal end side 54, the mass m ₁ of the mass body 62 increases. As a result, the value of the equivalent mass m ₁ of the primary vibration mode in the mathematical formula (2) is increased, so that the primary natural frequency ω ₁ , that is, the primary critical speed is reduced (see FIG. 4).

また、第２の作用効果として、特定軸受２８ａを基準位置として拡径部５６の軸方向における重心位置ｇまでの長さＧがＰ２＜Ｇ＜Ｐ１であることにより、２次危険速度を上昇させることができる。このように２次危険速度が上昇する理由について説明すると、次の通りである。砥石４がワークの深穴部に接触する内面研削加工時においては、砥石４がばね支持されたものとしてモデル化することができる。このように砥石４をばね支持した場合における２次振動モードの節に相当する位置は、主軸６が特定軸受２８ａにより支持される部位を固定端とし且つ砥石４を単純固定支持した場合における２次振動モードの節に相当する位置ｐ２と、主軸６が特定軸受２８ａにより支持される部位を固定端とし且つ砥石４を自由端とした場合における２次振動モードの節に相当する位置ｐ１との間に位置するようになる。従って、特定軸受２８ａを基準位置として拡径部５６の軸方向における重心位置ｇまでの長さＧをＰ２＜Ｇ＜Ｐ１とすることにより、この重心位置Ｇは、主軸６が特定軸受２８ａにより支持される部位を固定端とし且つ砥石４をばね支持した場合における２次振動モードの節に相当する位置（又はその近傍）に位置するようになる。 Further, as a second effect, the secondary dangerous speed is increased by the fact that the length G from the specific bearing 28a to the center of gravity position g in the axial direction of the enlarged diameter portion 56 is P2 <G <P1. be able to. The reason why the secondary dangerous speed increases will be described as follows. In the internal grinding process in which the grindstone 4 contacts the deep hole portion of the workpiece, the grindstone 4 can be modeled as being supported by a spring. The position corresponding to the node of the secondary vibration mode when the grindstone 4 is spring-supported in this way is the secondary when the main shaft 6 is supported by the specific bearing 28a as a fixed end and the grindstone 4 is simply fixedly supported. Between the position p2 corresponding to the node of the vibration mode and the position p1 corresponding to the node of the secondary vibration mode when the portion where the main shaft 6 is supported by the specific bearing 28a is the fixed end and the grindstone 4 is the free end. Will come to be located. Therefore, by setting the length G to the center of gravity g in the axial direction of the enlarged diameter portion 56 with the specific bearing 28a as a reference position, P2 <G <P1, so that the main shaft 6 is supported by the specific bearing 28a. When the grindstone 4 is spring-supported with the portion to be fixed as a fixed end, it is located at a position corresponding to the node of the secondary vibration mode (or in the vicinity thereof).

また、図３（ｂ）に示すように、主軸６の２次振動モードは、軸前部１８の基端部及び拡径部５６の最大径部分５８を弾性係数ｋ_２を有するばね６４として、また、その他の部分（即ち、軸前部１８の基端部と拡径部５６の最大径部分５８との間の部分及び軸前部１８の先端部）を質量ｍ_２を有する質量体６６としてモデル化することができる。この２次振動モードのモデルにおいて、特定軸受２８ａを基準位置として拡径部５６の軸方向における重心位置ｇまでの長さＧをＰ２＜Ｇ＜Ｐ１とする、換言すると、２次振動モードの節に相当する位置における軸前部１８の直径を大きくすると、ばね６４の弾性係数ｋ_２が増大する。これにより、上記数式（２）における２次振動モードの等価ばね剛性ｋ_２が大きくなるので、２次固有振動数ω_２、即ち、２次危険速度が大きくなる（図４参照）。 Further, as shown in FIG. 3 (b), 2-order vibration mode of the spindle 6, the maximum diameter portion 58 of the proximal portion and the enlarged diameter portion 56 of the shaft front 18 as a spring 64 having an elastic coefficient k _2, Further, other portions (i.e., portion and distal portion of the shaft front 18 between the maximum diameter portion 58 of the proximal end and the enlarged diameter portion 56 of the shaft front 18) as a mass body 66 having a mass m ₂ of Can be modeled. In this secondary vibration mode model, the length G from the specific bearing 28a to the center of gravity g in the axial direction of the enlarged diameter portion 56 is P2 <G <P1, that is, the node of the secondary vibration mode. increasing the diameter of the shaft front 18 at a position corresponding to the elastic coefficient k ₂ of the spring 64 is increased. Thus, the equivalent spring stiffness k ₂ of the second-order vibration mode in the above equation (2) increases, the secondary natural frequency omega _2, i.e., the secondary critical speed is increased (see FIG. 4).

なお、この第２の作用効果を達成するためには、重心位置ｇは、砥石４をばね支持した場合における２次振動モードの節に相当する位置（又はその近傍）により近付くように位置されるのが好ましく、０．６１Ｌ＜Ｇ＜０．７３Ｌであるのがより好ましい。 In order to achieve the second function and effect, the center of gravity position g is positioned closer to the position corresponding to the node of the secondary vibration mode (or the vicinity thereof) when the grindstone 4 is spring-supported. And more preferably 0.61L <G <0.73L.

上述したように、本実施形態のスピンドルユニット２では、軸前部１８の直径が一定である従来のスピンドルユニットに対して、１次危険速度を低下させることができるとともに、２次危険速度を上昇させることができる。これにより、図４中の実線のグラフで示すように、１次危険速度よりも高い回転数、即ち、１次危険速度と２次危険速度との間の回転数（例えば、約１００００ｒｐｍ）を使用回転数領域とした場合であっても、この使用回転数領域の範囲が拡がるようになるので、加工条件に応じて回転数を設定する際の自由度が大きくなる。従って、主軸６の回転数を１次危険速度よりも高くした場合であっても、共振現象の発生を抑えて高精度の加工を行うことができるようになり、主軸６の高速回転化を図ることができる。 As described above, in the spindle unit 2 of the present embodiment, the primary dangerous speed can be lowered and the secondary dangerous speed can be increased compared to the conventional spindle unit in which the diameter of the shaft front portion 18 is constant. Can be made. Thus, as shown by the solid line graph in FIG. 4, a rotation speed higher than the primary danger speed, that is, a rotation speed between the primary danger speed and the secondary danger speed (for example, about 10,000 rpm) is used. Even in the case of the rotational speed region, since the range of the used rotational speed region is expanded, the degree of freedom in setting the rotational speed according to the processing conditions is increased. Therefore, even when the rotational speed of the main shaft 6 is higher than the primary critical speed, it is possible to perform high-accuracy machining while suppressing the occurrence of the resonance phenomenon, and to increase the speed of the main shaft 6. be able to.

なお、上記数式（１）において、回転数ωがｎ次固有振動数ω_ｎよりも十分に大きくなると、主軸６の振動振幅Ｘは偏重心εに漸近するようになるので（自動調心作用）、図４において、１次危険速度と２次危険速度との間における振動振幅の極小部は、偏重心εにほぼ一致するようになる。従って、上述のように１次危険速度を低下させるとともに、偏心カラー５０によって主軸６のアンバランスを補正することにより、偏重心εが小さくなって１次危険速度と２次危険速度との間の使用回転数領域における主軸６の振動振幅が小さく抑えられ、１次危険速度よりも十分に高い回転数において自動調心作用により主軸６を安定して回転させることができる。これによって、安定した加工を行うことができる。 In the above formula (1), when the rotational speed ω becomes sufficiently larger than the _n-th natural frequency ω _n , the vibration amplitude X of the main shaft 6 comes closer to the eccentric center of gravity ε (automatic alignment action). In FIG. 4, the minimum part of the vibration amplitude between the primary critical speed and the secondary critical speed almost coincides with the eccentric gravity center ε. Accordingly, by reducing the primary critical speed as described above and correcting the unbalance of the main shaft 6 by the eccentric collar 50, the eccentric center of gravity ε is reduced, and the difference between the primary dangerous speed and the secondary dangerous speed is reached. The vibration amplitude of the main shaft 6 in the operating rotational speed region is kept small, and the main shaft 6 can be stably rotated by the self-aligning action at a rotational speed sufficiently higher than the primary dangerous speed. Thereby, stable processing can be performed.

また、本実施形態のスピンドルユニット２の構成は、軸前部１８が長尺状である場合、即ち、拡径部５６における最大径Ｄに対する軸前部１８の突出長さＬｔの比率Ｌｔ／Ｄが３〜２５である場合に好都合に適用することができる。 Further, in the configuration of the spindle unit 2 of the present embodiment, when the shaft front portion 18 is elongated, that is, the ratio Lt / D of the protruding length Lt of the shaft front portion 18 with respect to the maximum diameter D in the expanded diameter portion 56. Can be conveniently applied when 3 is 25.

次に、図６及び図７を参照して、他の実施形態のスピンドルユニットについて説明する。図６は、本発明の他の実施形態によるスピンドルユニットの軸前部を示す図であり、図７は、図６中のＢ−Ｂ線による軸前部の先端部の断面図及び軸前部の先端部の概略縦断面図である。なお、本実施形態において、上記実施形態と実質上同一の構成要素には同一の符号を付し、その説明を省略する。 Next, a spindle unit of another embodiment will be described with reference to FIGS. 6 is a view showing a front shaft portion of a spindle unit according to another embodiment of the present invention, and FIG. 7 is a cross-sectional view of the front end portion of the front shaft portion along line BB in FIG. It is a schematic longitudinal cross-sectional view of the front-end | tip part. In the present embodiment, components that are substantially the same as those in the above embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.

本実施形態のスピンドルユニット２Ａでは、軸前部１８Ａの基端側５４Ａの所定部位には、拡径部５６よりも小径の縮径部６８が設けられている。縮径部６８は、その軸方向両端部から軸方向中央部に向けて直径が漸減する、径方向に対して略対称な形状に形成されている。本実施形態では、拡径部５６における最大径Ｄは約４５ｍｍ、縮径部６８における最小径Ｄ’は約４０ｍｍ、軸前部１８Ａの突出長さは約６００ｍｍに設定されている。なお、砥石４の直径は約５０ｍｍに設定されている。 In the spindle unit 2A of the present embodiment, a reduced diameter portion 68 having a smaller diameter than the enlarged diameter portion 56 is provided at a predetermined portion on the proximal end side 54A of the shaft front portion 18A. The diameter-reduced portion 68 is formed in a substantially symmetrical shape with respect to the radial direction, the diameter of which gradually decreases from both axial end portions toward the axial central portion. In the present embodiment, the maximum diameter D of the enlarged diameter portion 56 is set to about 45 mm, the minimum diameter D ′ of the reduced diameter portion 68 is set to about 40 mm, and the protruding length of the shaft front portion 18A is set to about 600 mm. The diameter of the grindstone 4 is set to about 50 mm.

このように縮径部６８を設けることにより、次のような理由によって、１次危険速度を更に低下させることができる。上述した１次振動モードのモデルにおいて、軸前部１８の基端側５４Ａの直径をその先端側５２の直径よりも更に小さくすると、ばね６４（図３参照）の弾性係数ｋ_１が減少する。これにより、上記数式（２）における１次振動モードの等価ばね剛性ｋ_１の値が小さくなるので、１次固有振動数ω_１、即ち、１次危険速度が更に小さくなる。 By providing the reduced diameter portion 68 as described above, the primary danger speed can be further reduced for the following reason. In the primary vibration mode of the model described above, when the diameter of the base end 54A of the shaft front 18 yet smaller than the diameter of the tip end 52, the elastic coefficient k ₁ of the spring 64 (see FIG. 3) is reduced. As a result, the value of the equivalent spring stiffness k ₁ of the primary vibration mode in the above mathematical formula (2) is reduced, so that the primary natural frequency ω ₁ , that is, the primary critical speed is further reduced.

また、軸前部１８の先端面には、軸方向に延びる複数のネジ孔７０が周方向に間隔を置いて設けられ、これら複数のネジ孔７０にはそれぞれバランスネジ７２が螺着されている（図７参照）。主軸６Ａの回転アンバランスが生じた場合には、砥石４を軸前部１８の先端から取り外した後に、バランスネジ７２をネジ孔７０から適宜取り外すことにより、主軸６Ａの回転アンバランスを補正することができる。 In addition, a plurality of screw holes 70 extending in the axial direction are provided in the distal end surface of the shaft front portion 18 at intervals in the circumferential direction, and a balance screw 72 is screwed into each of the plurality of screw holes 70. (See FIG. 7). When rotational unbalance of the main shaft 6A occurs, the rotational unbalance of the main shaft 6A is corrected by properly removing the balance screw 72 from the screw hole 70 after the grindstone 4 is removed from the tip of the shaft front portion 18. Can do.

なお、本実施形態では、拡径部５６を紡錘状に形成したが、この拡径部５６を直径が一定の円柱状に形成するようにしてもよい。このように構成した場合であっても、軸前部１８の基端側５４Ａの直径がその先端側５２の直径よりも小さくなるので、上述したのと同様に、上記数式（２）における１次振動モードの等価ばね剛性ｋ_１の値が小さくなり、１次固有振動数ω_１、即ち、１次危険速度が小さくなる。
［実施例及び比較例］
本発明の作用効果を確認するために、次のような実験を行った。実施例１として、有限要素法を用いたシミュレーションにより、図１に示すスピンドルユニットにおいて軸前部のみを片持ち梁としてモデル化して曲げ１次〜５次固有振動数を求めた。なお、有限要素法（ＦｉｎｉｔｅＥｌｅｍｅｎｔＭｅｔｈｏｄ）は、構造物を複数の要素（ｅｌｅｍｅｎｔ）に分割し、各要素上に設けたいくつかの点の変位などを未知数とする多自由度系の運動方程式を構築し、それを解いて系全体の特性などを解析する手法である。軸前部の寸法として、軸前部の突出長さを６００ｍｍ、拡径部の軸方向長さを３６０ｍｍ、拡径部における最大径を４２ｍｍ、軸前部の基端側の直径を４０ｍｍとした。また、軸前部の突出長さをＬｔとし、軸前部の基端を基準位置として拡径部の軸方向における重心位置をＧとしたとき、Ｇ＝０．７０Ｌｔとした。 In this embodiment, the enlarged diameter portion 56 is formed in a spindle shape, but the enlarged diameter portion 56 may be formed in a columnar shape having a constant diameter. Even in such a configuration, the diameter of the proximal end side 54A of the shaft front portion 18 is smaller than the diameter of the distal end side 52 thereof. The value of the equivalent spring stiffness k _{1 in} the vibration mode decreases, and the primary natural frequency ω ₁ , that is, the primary critical speed decreases.
[Examples and Comparative Examples]
In order to confirm the effect of the present invention, the following experiment was conducted. As Example 1, by simulation using the finite element method, only the front part of the shaft was modeled as a cantilever in the spindle unit shown in FIG. The Finite Element Method is a multi-degree-of-freedom motion equation in which a structure is divided into a plurality of elements and the displacement of several points on each element is unknown. It is a method of analyzing the characteristics of the entire system by constructing and solving it. As the dimensions of the front part of the shaft, the projecting length of the front part of the shaft was 600 mm, the length in the axial direction of the enlarged part was 360 mm, the maximum diameter in the enlarged part was 42 mm, and the diameter of the proximal side of the front part of the shaft was 40 mm. . Further, assuming that the protruding length of the front shaft portion is Lt, the center of gravity in the axial direction of the enlarged diameter portion is G with the base end of the front shaft portion as a reference position, G = 0.70 Lt.

この実施例１の実験結果は、曲げ１次固有振動数：８２．６Ｈｚ（４９５６ｒｐｍ）、曲げ２次固有振動数：５１９．８Ｈｚ（３１１８８ｒｐｍ）、曲げ３次固有振動数：１３８４．４Ｈｚ（８３０６４ｒｐｍ）、曲げ４次固有振動数：２８４５．２Ｈｚ（１７０７１２ｒｐｍ）、曲げ５次固有振動数：４７７８．４Ｈｚ（２８６７０４ｒｐｍ）であった。 The experimental results of Example 1 were as follows: bending primary natural frequency: 82.6 Hz (4956 rpm), bending secondary natural frequency: 519.8 Hz (31188 rpm), bending tertiary natural frequency: 1384.4 Hz (83064 rpm). The bending fourth natural frequency was 2845.2 Hz (170712 rpm), and the bending fifth natural frequency was 4778.4 Hz (286704 rpm).

また、比較例１として、実施例１と同様の有限要素法を用いたシミュレーションにより、直径が一定の軸前部を有するスピンドルユニットにおいて軸前部のみを片持ち梁としてモデル化して曲げ１次〜５次固有振動数を求めた。軸前部の寸法として、軸前部の突出長さを６００ｍｍ、軸前部の直径を４０ｍｍとした。 Further, as a comparative example 1, a simulation is performed using the same finite element method as in the first embodiment. In a spindle unit having a shaft front portion having a constant diameter, only the shaft front portion is modeled as a cantilever and bent first to The fifth natural frequency was obtained. As the dimensions of the front part of the shaft, the protruding length of the front part of the shaft was 600 mm, and the diameter of the front part of the shaft was 40 mm.

この比較例１の実験結果は、曲げ１次固有振動数：８４．３Ｈｚ（５０５８ｒｐｍ）、曲げ２次固有振動数：５０７．８Ｈｚ（３０４６８ｒｐｍ）、曲げ３次固有振動数：１３４８．６Ｈｚ（８０９１６ｒｐｍ）、曲げ４次固有振動数：２７９５．８Ｈｚ（１６７７４８ｒｐｍ）、曲げ５次固有振動数：４６９１．０Ｈｚ（２８１４６０ｒｐｍ）であった。 The experimental results of Comparative Example 1 were as follows: bending primary natural frequency: 84.3 Hz (5058 rpm), bending secondary natural frequency: 507.8 Hz (30468 rpm), bending tertiary natural frequency: 1348.6 Hz (80916 rpm). The bending fourth natural frequency was 2795.8 Hz (167748 rpm), and the bending fifth natural frequency was 4691.0 Hz (281460 rpm).

上述した実験結果から明らかなように、実施例１の曲げ１次固有振動数は、比較例１の曲げ１次固有振動数よりも１．７Ｈｚ（１０２ｒｐｍ）低下し、また、実施例１の曲げ２次固有振動数は、比較例１の曲げ２次固有振動数よりも１２．０Ｈｚ（７２０ｒｐｍ）上昇した。 As is clear from the experimental results described above, the bending primary natural frequency in Example 1 is 1.7 Hz (102 rpm) lower than the bending primary natural frequency in Comparative Example 1, and the bending in Example 1 is also performed. The secondary natural frequency increased by 12.0 Hz (720 rpm) from the bending secondary natural frequency of Comparative Example 1.

更に、実施例２として、有限要素法を用いたシミュレーションにより、図１に示すスピンドルユニットにおいて軸前部及び軸支持部をモデル化して曲げ１次〜５次固有振動数を求めた。主軸の寸法として、主軸の全長を１０００ｍｍとした。軸前部の寸法として、軸前部の突出長さを６００ｍｍ、拡径部の軸方向長さを３６０ｍｍ、拡径部における最大径を４２ｍｍ、軸前部の基端側の直径を４０ｍｍ、最も軸前部側の特定軸受から軸前部の先端までの長さを６１５ｍｍとした。軸支持部の寸法として、軸支持部の軸方向長さを４００ｍｍとした。また、上記特定軸受から軸前部の先端までの長さをＬとし、上記特定軸受を基準位置として拡径部の軸方向における重心位置までの長さをＧとしたとき、Ｇ＝０．７０Ｌとした。 Further, as Example 2, the first to fifth bending natural frequencies were determined by modeling the shaft front portion and the shaft support portion in the spindle unit shown in FIG. 1 by simulation using the finite element method. As the dimensions of the main shaft, the total length of the main shaft was 1000 mm. As the dimensions of the front part of the shaft, the protruding length of the front part of the shaft is 600 mm, the length in the axial direction of the enlarged part is 360 mm, the maximum diameter of the enlarged part is 42 mm, the diameter of the proximal end of the front part of the shaft is 40 mm, The length from the specific bearing on the shaft front side to the tip of the shaft front portion was 615 mm. As a dimension of the shaft support portion, the axial length of the shaft support portion was set to 400 mm. When the length from the specific bearing to the front end of the shaft is L, and the length from the specific bearing to the center of gravity in the axial direction of the enlarged diameter portion is G, G = 0.70 L It was.

この実施例２の実験結果は、曲げ１次固有振動数：６７．７６Ｈｚ（４０６５．６ｒｐｍ）、曲げ２次固有振動数：４４６．１２Ｈｚ（２６７６７．２ｒｐｍ）、曲げ３次固有振動数：１２６９．８３Ｈｚ（７６１８９．８ｒｐｍ）、曲げ４次固有振動数：２４８４．３８Ｈｚ（１４９０６２．８ｒｐｍ）、曲げ５次固有振動数：４０９８．４０Ｈｚ（２４５９０４ｒｐｍ）であった。また、主軸の曲げ１次振動モード及び曲げ２次振動モードの形状（最大振幅を１で正規化）はそれぞれ、図８（ａ）及び（ｂ）のようになった。なお、図８において、グラフ中の４本の実線の縦線はそれぞれ軸受の位置を示している。 The experimental results of Example 2 are as follows: bending primary natural frequency: 67.76 Hz (4065.6 rpm), bending secondary natural frequency: 446.12 Hz (26767.2 rpm), bending tertiary natural frequency: 1269. It was 83 Hz (76189.8 rpm), bending fourth natural frequency: 2484.38 Hz (149906.8 rpm), bending fifth natural frequency: 4098.40 Hz (245904 rpm). Further, the shapes of the bending primary vibration mode and the bending secondary vibration mode of the main shaft (maximum amplitude normalized by 1) are as shown in FIGS. 8A and 8B, respectively. In FIG. 8, the four solid vertical lines in the graph indicate the positions of the bearings.

また、比較例２として、実施例２と同様の有限要素法を用いたシミュレーションにより、直径が一定の軸前部を有するスピンドルユニットの軸前部及び軸支持部をモデル化して曲げ１次〜５次固有振動数を求めた。主軸の寸法として、主軸の全長を１０００ｍｍとした。軸前部の寸法として、軸前部の突出長さを６００ｍｍ、軸前部の直径を４０ｍｍ、最も軸前部側の特定軸受から軸前部の先端までの長さを６１５ｍｍとした。また、軸支持部の寸法として、軸支持部の軸方向長さを４００ｍｍとした。 Further, as a comparative example 2, a simulation is performed using a finite element method similar to that of the second embodiment, and the shaft front part and the shaft support part of the spindle unit having a shaft front part having a constant diameter are modeled to be bent first to fifth. The next natural frequency was obtained. As the dimensions of the main shaft, the total length of the main shaft was 1000 mm. As the dimensions of the front part of the shaft, the protruding length of the front part of the shaft was 600 mm, the diameter of the front part of the shaft was 40 mm, and the length from the specific bearing on the most front side to the front end of the front part was 615 mm. Further, as a dimension of the shaft support portion, the axial length of the shaft support portion was set to 400 mm.

この比較例２の実験結果は、曲げ１次固有振動数：６９．２１Ｈｚ（４１５２．６ｒｐｍ）、曲げ２次固有振動数：４３８．８９Ｈｚ（２６３３３．４ｒｐｍ）、曲げ３次固有振動数：１２３７．６８Ｈｚ（７４２６０．８ｒｐｍ）、曲げ４次固有振動数：２４３５．６１Ｈｚ（１４６１３６．６ｒｐｍ）、曲げ５次固有振動数：４０２９．５６Ｈｚ（２４１７７３．６ｒｐｍ）であった。また、主軸の曲げ１次振動モード及び曲げ２次振動モードの形状（最大振幅を１で正規化）はそれぞれ、図８（ｃ）及び（ｄ）のようになった。 The experimental results of Comparative Example 2 are as follows: bending primary natural frequency: 69.21 Hz (4152.6 rpm), bending secondary natural frequency: 438.89 Hz (263333.4 rpm), bending tertiary natural frequency: 1237. It was 68 Hz (74260.8 rpm), the bending fourth natural frequency: 2435.61 Hz (146136.6 rpm), and the bending fifth natural frequency: 4029.56 Hz (241773.6 rpm). Further, the shapes of the bending primary vibration mode and the bending secondary vibration mode of the main shaft (maximum amplitude normalized by 1) are as shown in FIGS. 8C and 8D, respectively.

上述した実験結果から明らかなように、実施例２の曲げ１次固有振動数は、比較例２の曲げ１次固有振動数よりも１．４５Ｈｚ（８７．０ｒｐｍ）低下し、また、実施例２の曲げ２次固有振動数は、比較例２の曲げ２次固有振動数よりも７．２３Ｈｚ（４３３．８ｒｐｍ）上昇した。 As is clear from the experimental results described above, the bending primary natural frequency of Example 2 is 1.45 Hz (87.0 rpm) lower than the bending primary natural frequency of Comparative Example 2, and Example 2 The bending secondary natural frequency of was higher by 7.23 Hz (433.8 rpm) than the bending secondary natural frequency of Comparative Example 2.

以上のことから、本発明のスピンドルユニットでは、主軸の１次危険速度を低下させることができるとともに、主軸の２次危険速度を上昇させることができることが確認できた。 From the above, in the spindle unit of the present invention, it was confirmed that the primary dangerous speed of the main shaft can be lowered and the secondary dangerous speed of the main shaft can be increased.

以上、本発明に従うスピンドルユニットの各種実施形態について説明したが、本発明はかかる実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲を逸脱することなく種々の変形乃至修正が可能である。 Although various embodiments of the spindle unit according to the present invention have been described above, the present invention is not limited to such embodiments, and various modifications and corrections can be made without departing from the scope of the present invention.

例えば、上記各実施形態では、スピンドルユニット２（２Ａ）を内面研削装置１０に搭載するようにしたが、これに限られず、種々の研削加工装置や切削加工装置などに搭載することができる。 For example, in each of the embodiments described above, the spindle unit 2 (2A) is mounted on the inner surface grinding apparatus 10, but the present invention is not limited to this, and the spindle unit 2 (2A) can be mounted on various grinding and cutting apparatuses.

また例えば、上記各実施形態では、拡径部５６を紡錘状に形成するようにしたが、例えば軸前部１８（１８Ａ）の基端側よりも大径の円筒状に形成するようにしてもよく、あるいは、拡径部５６の軸方向両端部から軸方向中央部に向けて直径がステップ状に増大する形状に形成するようにしてもよく、その形状は適宜設定することができる。また、上記各実施形態では、拡径部５６を軸前部１８に一体に構成するようにしたが、これらを別体に構成してもよい。 Further, for example, in each of the above embodiments, the enlarged diameter portion 56 is formed in a spindle shape. However, for example, it may be formed in a cylindrical shape having a larger diameter than the proximal end side of the shaft front portion 18 (18A). Alternatively, it may be formed in a shape in which the diameter increases stepwise from both axial end portions of the enlarged diameter portion 56 toward the central portion in the axial direction, and the shape can be set as appropriate. Moreover, in each said embodiment, although the enlarged diameter part 56 was comprised integrally with the axial front part 18, you may comprise these separately.

また例えば、上記各実施形態では、偏心カラー５０を一対設けるようにしたが、偏心カラー５０を１つのみ、あるいは３つ以上設けるようにしてもよい。なお、偏心カラー５０を省略した場合には、上記長さＬは、特定軸受２８ａから軸前部１８（１８Ａ）の先端、即ち、特定軸受２８ａの軸方向中央部から軸前部１８（１８Ａ）と砥石４との境界までの長さとなる。 Further, for example, in each of the embodiments described above, a pair of eccentric collars 50 are provided, but only one eccentric collar 50 or three or more eccentric collars 50 may be provided. When the eccentric collar 50 is omitted, the length L is determined from the specific bearing 28a to the tip of the shaft front portion 18 (18A), that is, from the axial center of the specific bearing 28a to the shaft front portion 18 (18A). And the length up to the boundary between the grindstone 4.

また例えば、拡径部５６を軸前部１８の先端側５２の一部にのみ設けるようにしてもよい。また、縮径部６８を軸前部１８Ａの基端側５４Ａの一部にのみ設けるようにしてもよい。 Further, for example, the enlarged diameter portion 56 may be provided only on a part of the distal end side 52 of the shaft front portion 18. Further, the reduced diameter portion 68 may be provided only on a part of the base end side 54A of the shaft front portion 18A.

２，２Ａスピンドルユニット
４砥石
６，６Ａ主軸
８ハウジング
１６軸支持部
１８，１８Ａ軸前部
２８軸受
２８ａ特定軸受
５０偏心カラー
５２先端側
５４，５４Ａ基端側
５６拡径部
６８縮径部 2,2A Spindle unit 4 Grinding wheel 6,6A Main shaft 8 Housing 16 Shaft support portion 18, 18A Shaft front portion 28 Bearing 28a Specific bearing 50 Eccentric collar 52 Tip side 54, 54A Base end side 56 Expanded portion 68 Reduced portion

Claims

In a spindle unit comprising a main shaft to which a tool is attached, and a housing for rotatably supporting the main shaft,
The main shaft includes a shaft support portion that is rotatably supported by the housing via a plurality of bearings, and a shaft front portion that extends from the shaft support portion, and the tool is disposed at a tip portion of the shaft front portion. Is attached to the predetermined portion on the distal end side of the shaft front portion, and an enlarged diameter portion having a larger diameter than the proximal end side is provided ,
The position of the center of gravity in the axial direction of the diameter-enlarged portion with the specific bearing on the most front side of the shaft as a reference position among the plurality of bearings is a position corresponding to a node of a secondary vibration mode when the tool is a free end. And a position corresponding to a node on the base end side of the secondary vibration mode when the tool is simply fixedly supported .

Using the specific bearing as a reference position, the length to the center of gravity g in the axial direction of the enlarged diameter portion is G, and the length to the position p1 corresponding to the node of the secondary vibration mode when the tool is a free end. When the length is P1, and the length to the position p2 corresponding to the node on the base end side of the secondary vibration mode when the tool is simply fixedly supported is P2,
P2 <G <P1 (where P1 = 0.77L, P2 = 0.56L, where L is the length from the specific bearing to the front end of the shaft)
The spindle unit according to claim 1, wherein the following relational expression is satisfied.

When the length from the specific bearing to the tip of the front portion of the shaft is L, and the length from the specific bearing to the center of gravity g in the axial direction of the enlarged diameter portion is G, the length is 0.61L < 3. The spindle unit according to claim 2, wherein G <0.73L.

The spindle unit according to any one of claims 1 to 3, wherein a reduced-diameter portion whose diameter gradually decreases along the axial direction is provided at a predetermined portion on the proximal end side of the shaft front portion. .

In a spindle unit comprising a main shaft to which a tool is attached, and a housing for rotatably supporting the main shaft,
The main shaft includes a shaft support portion that is rotatably supported by the housing via a plurality of bearings, and a shaft front portion that extends from the shaft support portion, and the tool is disposed at a tip portion of the shaft front portion. Is attached to the predetermined portion on the distal end side of the shaft front portion, and an enlarged diameter portion having a larger diameter than the proximal end side is provided,
A spindle unit characterized in that Lt / D = 3 to 25, where Lt is a protruding length of the front portion of the shaft and D is a maximum diameter of the enlarged diameter portion .

In a spindle unit comprising a main shaft to which a tool is attached, and a housing for rotatably supporting the main shaft,
The main shaft includes a shaft support portion that is rotatably supported by the housing via a plurality of bearings, and a shaft front portion that extends from the shaft support portion, and the tool is disposed at a tip portion of the shaft front portion. Is attached to the predetermined portion on the distal end side of the shaft front portion, and an enlarged diameter portion having a larger diameter than the proximal end side is provided,
The spindle unit is characterized in that the diameter-expanded portion is formed in a spindle shape whose diameter gradually increases from both axial end portions toward the axial center portion .

An eccentric collar for correcting a deviation between the rotation center of the main shaft and the center of gravity of the main shaft and the tool in the radial direction is interposed between the tip portion of the front portion of the shaft and the tool. A spindle unit according to any one of claims 1 to 6.